Thiết kế bơm hướng trục cánh quay

không có xoáy gắn liền với mỗi profin cho trước, được gọi là góc tới khí động, còn được gọi là góc tới là góc giữa hướng vân tốc ở vô cực c¥ và dây cung ngoài của profin (tiếp tuyến với đường bao của profin ). Từ sự khảo sát giá trị của thế phức ở các điểm đặc biệt B và B’ với các điều kiện là vận tốc ở điểm B bằng 0, ta có thể nhận được công thức để xác định trị số lượng xoáy vận tốc: G = -4..a.m.½c¥½.sinα (2-17) 2.1.3.3. Chảy bao quanh bản phẳng. Ta xem bản phẳng là một profin đơn giản nhất. Từ hàm số biến hình (2-15) : z = ¦( ζ ) ta có thể lấy cho một dãy profin lý thuyết dưới dạng : z = ( ζ + ) (2-18) Trong đó a : là bán kính vòng tròn hoặc có thể viết : ζ = ( z + ) (2-19) Phương trình (2-19) cho biến hình vòng tròn ở mặt phẳng z thành profin ở mặt phẳng ζ. Trong mặt phẳng ζ bản phẳng là một profin đơn giản nhất, ta có : ζ = = a(cosq + isinq ) (2-20) Thế (2-20) vào (2-18) ta được : z = [( a(cosq + isinq ) + ] = (cosq + isinq ) + (cosq - isinq ) = acosq (2-21) Thì khi đó vòng tròn với bán kính a sẽ biến thành đoạn thẳng của trục thực từ -a đến +a chiều dài là 2a bằng đường kính vòng tròn. Khi đó lượng xoáy vận tốc xung quanh bản phẳng với điều kiện mép ra của nó là điểm hội tụ của dòng chảy sẽ bằng: Gb = 2½c¥½sinα (2-22) So sánh với công thức (2-17) ta có :đối với bản phẳng : a.m¥=c với c là một nửa chiều dài bản phẳng : c = a Theo tính chất chảy bao bản phẳng thì tâm áp lực của dòng chảy (tức là điểm đặt tổng hợp áp lực F) luôn nằmở vị trí 1/4 chiều dài bản phẳng và không phụ thuộc vào giá trị vận tốc dòng chảy và góc tới. Thay công thức ( 2-22 ) vào ( 2-12) ta được công thức tính lực nâng : F = 2..ρ.a.½c¥½2.sin (2-23) Hình 2.8. Chảy bao quanh bản phẳng. Ta thấy lực nâng F phụ thuộc kích thước a và giá trị vận tốc ở vô cực c¥. Thông thường hướng trục x lấy theo hướng vận tốc c¥, khi đó lực nâng sẽ hướng theo trục y. Gọi Cy : là hệ số lực nâng, tức là tỉ số giữa lực nâng F và cột áp vận tốc của dòng chảy tới. Cy = (2-24) Trong đó l: chiều dài bản phẳng: l=2c (hay chiều dài dây cung của profin ) Thế (2-23) vào (2-24), ta có: Cy = 2..sin (2-25) 2.1.3.4. Sự tương đương giữa cung tròn và bản phẳng. Từ hàm biến hình (2-18) : z = (ζ + ) ta thấy với các giá trị của ζ khác nhau thì kết quả của việc biến hình vòng tròn thành những profin sẽ khác nhau. Lượng xoáy vận tốc quanh cung tròn : G = -2. (2-26) Trong đó :b là góc giữa dây cung l và tiếp tuyến với cung ở điểm cuối, b đặc trưng cho độ cong của cung. a¥ : góc giữa vận tốc ở vô cực c¥ và trục x Trên hình (2-9) dây cung của profin chính là đoạn nối 2 đầu của cung có chiều dài l = 2c. Hình 2.9. Cung và bản phẳng tương đương. Từ công thức (2-26) khi α¥ = - thì G = 0. Đối với cung tròn hướng này trùng với đường thẳng đi qua điểm giữa cùa cung và mép ra của nó. Từ đó ta có thể xem bản phẳng tương đương là bản phẳng mà khi chảy bao bằng dòng chảy có vận tốc c¥ thì lượng xoáy vận tốc và lực nâng tác dụng lên nó giống như khi chảy bao một cung hay profin tương ứng cũng bằng chính dòng chảy đó. Khi đó chiều dài của bản phẳng tương đương có thể tìm được như sau : ltđ = = (2-26) Suy ra hệ số lực nâng Cy : Cy = = (2-27) Từ công thức (2-26) ta suy ra 2c = ltđcos = 2acos Suy ra : Cy = 2.2 (2-28) Đối với các cung hay profin có độ cong bé, khi đó β nhỏ nên cos1 thì: Cy= 2 (2-29) Từ công thức (2-29) nếu hướng vận tốc c¥ trùng với dây cung tức là α¥=0 thì khi đó: Cy = 2sin() chỉ phụ thuộc vào góc β. 2.1.4. Sự tác dụng của dòng chất lỏng lên cánh-Lực nâng cánh. 2.1.4.1. Đồ vận tốc. Trong vùng bánh công tác ta lấy một lớp hình trụ nguyên tố. Được giới hạn bởi hai mặt trụ ở gần nhau với khoảng cách vô cùng bé, và trải ra trên mặt phẳng. Tiết diện của lớp này do các cánh bánh công tác tạo ra sẽ cho một dãy profin khi đó sự chảy bao mỗi một trong các profin của dãy sẽ như nhau, tức là tương ứng với sự làm việc của nó ở lớp trụ. Dãy nhiều profin như vậy được gọi là lưới profin. Các thông số cơ bản của lưới là: Hình dạng profin, góc đặt profin trong lưới α (tức là góc giữa dây cung profin và trục lưới u), bước t = (với r: bán kính của tiết diện trụ, z là số cánh bánh công tác), độ dày của lưới: Là tỉ số (l: là chiều dài profin). Hình 2.10. Lưới phẳng thẳng vô tận của profin. Khi bánh công tác quay, lưới profin chuyển động theo trục của nó với vận tốc theo u = rω. Ở điểm bất kỳ của dòng chảy trước và sau lưới ta có thể dựng đồ vận tốc tương ứng. Do vận tốc của chuyển động trước và sau lưới giống nhau và dòng chảy là dòng liên tục nên thành phần vận tốc hướng trục cm ở trước và sau lưới cũng giống nhau. Từ đó ta có thể kết hợp chung đồ vận tốc ở trước và sau lưới: Gọi w¥ là vận tốc dòng chảy ở vô cực của dòng chất lỏng khi chảy bao lưới profin thì : w¥ = = (2-30) tgβ¥ = = (2-31) Hình 2.11. Đồ vận tốc kết hợp đối với lưới thẳng của các profin. 2.1.4.2. Lượng xoáy vận tốc xung quanh profin trong lưới. Khi dòng chất lỏng chảy bao lưới profin thì sẽ xuất hiện lực, lực tác dụng tương hổ giữa profin với dòng chất lỏng do có lượng xoáy vận tốc xung quanh profin . Trong lưới profin xét một tiết diện 122’1’(như hình 2.12) : 12 và 1’2’ là hai đường dòng . Khi đó lượng xoáy vận tốc theo tiết diện 122’1’ : G = = + + + G = + G = -t(w2u - w1u) = t(c2u - c1u) (2-32) Phương trình cột áp của bơm hướng trục : (khi u1= u2 =u) H = .(c2u - c1u) (2-34) Suy ra : (c2u - c1u)= g. = g. (2-35) Hình 2.12. Sơ đồ tính lượng xoáy vận tốc xung quanh profin trong lưới. Từ đó suy ra : G = = G = (2-36) 2.1.4.3. Lực nâng cánh của lưới profin. Trước hết ta xét đối với dòng chất lỏng lý tưởng : Khi chảy bao quanh lưới nó sẽ tác dụng lên profin của lưới 1 lực F; ta có thể phân tích lực F thành 2 thành phần : Fu - là thành phần song song với trục lưới, và Fz - là thành phần vuông góc với trục lưới. Hình 2.13. Lực tác dụng lên profin của lưới khi dòng chất lỏng lý tưởng chảy bao nó. Ta xét một thể tích chất lỏng xung quanh profin. Ta chọn mặt kiểm tra giới hạn thể tích chất lỏng xung quanh profin như ở hình 2.12, chiều rộng của thể tích sẽ vuông góc với mặt phẳng hình vẽ lấy bằng đơn vị. Trên đường viền đã tách ra, giá trị vận tốc và áp lực ở các điểm cùng tên cách nhau một bước là như nhau. Để xác định thành phần Fu đối với thể tích đã tách ra, ta dùng định lý biến thiên động lượng ở hình chiếu lên trục u. Lực tác dụng lên các phần của đương viền 1, 2 và 1’, 2’ bằng nhau về đại lượng, nhưng có dấu ngược nhau do hướng pháp tuyến của các bề mặt ấy nhược nhau. Lực tác dụng lên các phần của bề mặt 1, 2 và 1’, 2’ vuông góc với trục nên hình chiếu của chúng lên trục sẽ bằng 0. Cũng như thế đối với hình chiếu của trọng lực. Như vậy, trong các ngoại lực tác dụng lên thể tích đã tách ra chỉ còn lại lực Fu với dấu ngược lại. Cân bằng lực Fu với sự biến đổi động lượng trong thời gian một giây. Ta có : Fu = -(tw2mw2u - tw1mw1u) (2-37) Do w2m = w1m = wm nên: Fu = -twm(w2u - w1u) (2-38) Sau khi thay hiệu số thành phần quay của vận tốc tương đối bằng hiệu số của các thành phần quay của vận tốc tuyệt đối (xem hình 2.11), ta có: Fu = -twmρ.(c2u - c1u) (2-39) Fu = -ρwm (2-40) Đối với lực Fz : ta có ngoại lực tác dụng lên các phần của đường viền 1, 2 và 1’, 2’ bằng nhau về đại lượng nhưng có dấu ngược lại ; lực tác dụng lên các phần của đường viền 1, 1’ và 2, 2’ tổng lại bằng t(p1 - p2) vì p1 và p2 có hướng ngược nhau; trọng lực bằng t(z2-z1) Ta có : t(p1-p2) - t(z2-z1) - Fz = ρwmt(w1m-w2m) Do w2m = w1m nên : Fz = -t( + z2 - z1) (2-41) Mà : + (z2 - z1) = = (2-42) = = (2-43) Từ đó ta có : FZ: FZ = -t. Fz = -tρ(w1u-w2u). = -tρ.(c1u-c2u). Fz = - ρGc.wu¥ (2-44) Lực nâng toàn phần tác dụng lên profin : F = =ρ.Gc. = ρ.Gc.w¥ (2-45) Chiều tác dụng của nó được xác định bằng góc giữa lực P và trục z : tg() = = = tgβ0 (2-46) Từ đó : () = ( tức là: ^ Đối với dòng chất lỏng thực chảy bao:Tương tự như dòng chất lỏng lí tưởng, ở dòng chất lỏng thực ta cũng nhận được phương trình (2-40) và (2-41) . Từ phương trình (2-41) đối với dòng chất lỏng thực : + (z1+z2) = + hw (2-46) trong đó: hw là tổn thất năng lượng từ cửa vào đến cửa ra của dòng chất lỏng Do đó ta có lực nâng tác dụng lên profin của dòng chất lỏng thực : Rz = -t( + hw ) = -( ρ.Gc.wu¥ + t.γ. hw ) Rz = Fz – t.γ. hw (2- 47) Từ hình 2.14 ta thấy : Lực R có hướng lệch với véc tơ vận tốc w¥ một góc ( +λ). Do có tổn thất nên xuất hiện sức cản hông XP của profin và góc λ được xác định : tgλ = (2-48) Hình 2.14. Lực tác dụng lên profin lưới khi dòng chất lỏng thực chảy bao. 2.2. Cơ sỞ tính toán LƯỚI các profin. 2.2.1. Phương pháp Voznhexenxki - Pekin. Ở phương pháp này, khi tính ảnh hưởng tương hổ của các profin lưới, ta bỏ qua ảnh hưởng do chiều dày của chúng gây ra và lấy một phần cung tròn để các profin tương đương. Sự chảy bao lưói đạt được bằng cách cộng dòng chảy phẳng song song ở vô cực với dòng lượng xoáy do thay cung mỏng bằng xoáy. Xét dòng chất lỏng chảy bao cung tròn, hàm số dòng của dòng chảy ở tại một điểm bất kỳ nào đó của cung nằm cách đầu mút của nó một khoảng cách là t được xác định : y(t) = y(t) + y(t) = const (2-49) Hình 2.15. Tính toán lưới các cung mỏng bằng phương phápVoznhexenxki - Pekin. Trong đó: y(t) : Hàm số dòng của các điểm xoáy của cung : y = (2-50) Với: c(s)ds = d(s) = d :Lượng xoáy vận tốc c(s) = :Mật độ phân bố xoáy (s,t) : Khoảng cách từ điểm đang xét của profin đến điểm chuyển cùng với xoáy nguyên tố d(s). Khi đó : y(t) = y0(t) + = const (2-51) Để đảm bảo được định đề Tralưghin ở mép ra ta chọn : c(l) =0 (2-52) Khi chuyển sang chảy bao cung của lưới trong phương trình (2-51) cần phải đưa vào những đại lượng : Hàm số dòng của dòng chảy không bị nhiểu loạn y0 và thay : y1(t) = (2-52a) dy1 = (2-52b) bằng hàm số phức tạp hơn của dòng chảy do các xoáy liên hợp nằm trên các nguyên tố ds của tất cả các cung của lưới gây ra. dy1 = (2-53) Với rk : khoảng cách giữa điểm z của dòng chảy mà tại đó ta xác định hàm số dòng và điểm s trên cung thứ k của lưới. y1 = Trong đó : = :bước tương đối và xem chiều dài dây cung = 1 Từ đó ta có : y(t) = y0(t) + (2-54) Đặt : = Suy ra : y(t) = y0(t) + (2-55) Và = (2-56) Từ (2-55) : c(s) = ¦(T0,s,a,b,w¥x, w¥y,C) (2-57) Thay (2-57) vào (2-56) ta được : = ¦(T0,s,a,b,w¥x, w¥y,C) Với C là hằng số tích phân bất kỳ, có thể lấy C = 0 Khi đó : = ¦(T0,s,a,b,w¥) (2-59) Gọi a1 : Góc hợp bởi trục lưới và vận tốc w¥. Sự nhiểu loạn chảy bao cung cho trước do hệ thống xoáy liên hợp ở tất cả các cung còn lại của lưới gây nên sẽ làm cho góc đặt a khác với a1 một đại lượng : Δα Δα = a - a1 (2-60) Cuối cùng (2-59) sẽ có dạng : = ¦’(T0,s,a,b, ) (2-61) Trong trường hợp góc tới d = 0 thì : C(0) = 0 (2-62) và được gọi là điều kiện vào không va. Khi đó : (2-59) có dạng : = j1(T0,s,a,b) (2-63) Δα = j2(T0,s,a,b) (2-64) Tìm hàm số j1, j2 bằng cách tích phân phương trình (2-55) thì sẽ dẩn đến hệ gồm (n+2) điểm của cung. Thực nghiệm với n = 4,6,8 thì kết quả cho thấy rằng trong một khoảng thay đổi độ cong b tương đối lớn thì : = L chỉ phụ thuộc vào T0 và a 2.2.2. Thay cung mỏng bằng thân profin. Đối với các profin có độ dày hữu hạn, các xoáy liên hợp nằm trên mặt profin, khi đó khoảng cách giửa các bề mặt của chúng nhỏ hơn so với trường hợp lưới các cung tương đương. Do đó ảnh hưởng tương hỗ của các profin trong lưới khác với ảnh hưởng của các cung mỏng. Ta có đồ thị xác định ảnh hưởng của thân profin khi chất lỏng lý tưởng chảy bao lưới (Hình 2.16). Hình 2.16. Đồ thị xác định ảnh hưởng của thân profin trong lưới đến độ cong của cung tương đương. 2.2.3. Trường hợp lưới có góc tới. Phương pháp tính toán lưới các cung của Voznhexenxki-Pekin mà các kết quả của chúng dược sử dụng để lập biểu đồ, được thực hiện với điều kiện vào không va (c(0) = 0). Đối với các dòng chảy bao thế, thì nguyên tắc cộng dòng chảy vẩn đúng, khi đó vận tốc của các dòng chảy thành phần được cộng theo hình học, còn lượng xoáy vận tốc sẽ cộng theo đại số. Chảy bao lưới các cung có thể coi như phép cộng 2 dòng chảy bao, một trong 2 dòng chảy đó có thể coi như chảy bao không va, và có thể tính toán nó theo phương pháp trên. Thực tế trong chảy bao toàn phần của lưới thì các đại lượng xoáy vận tốc l, vận tốc trung bình hình học w¥ và hướng của nó a¥ được xác định : l = (2-65) w¥ = (2-66) a0 = arctg (2-67) Trong đó : cu¥ = u - c2u = ca = = Khi đó lưới các cung cần phải tìm được chảy bao với góc tới a*, điếu này có nghĩa là đối với lưới thực thì góc giữa w¥ và trục lưới a’ ¥ khi chảy bao không có góc tới phải lớn hơn a¥ một lượng bằng góc tới (Hình 2-17). a’¥ = a¥ + a* (2-68) Từ hình (2-16) vận tốc trung bình hình học của thành phần chảy bao mà không có góc tới sẽ bằng : w'¥ = w¥ cosa* (2-69) Lượng xoáy vận tốc xung quanh một cung của lưới khi chảy bao thành phần không có góc tới dược tính : = - * (2-70) Trong đó : : lượng xoáy toàn phần vận tốc *: lượng xoáy do góc tới tạo nên, được tính : * = .l.wlα* L1 (2-71) Với L1 : Hệ số bằng tỉ số giửa lượng xoáy xung quanh cung của lưới và xung quanh cung riêng lẻ, thực nghiệm cho thấy L1 không phụ thuộc vào độ cong của cung. Trình tự tính toán lưới được chảy bao với góc tới như sau : Hướng vận tốc trung bình của dòng chảy tính toán toàn phần: tga¥ = (2-72) Trong lần gần đúng thứ nhất góc đặt các cung xác định theo công thức (2-68) Hình 2.17. Đồ vận tốc trung bình hình học của các dòng chảy Thành phần khi chảy bao lưới với góc tới α*. Tính : = - * Sau đó từ (2-68) xác định được giá trị vận tốc trung bình hình học của dòng thành phần không có góc tới. Theo đại lượng gốc tìm được ta tiến hành tính toán lưới theo phương pháp Voznhexenxki - Perkin. Góc đặt các cung của lưới cần tìm bằng a’¥. 2.2.4. Ảnh hưởng của độ nhớt trong dòng chất lỏng thực. Trong các thành phần trên ta chỉ nghiên cứu dối với chất lỏng lý tưởng, không có độ nhớt, thực tế đối với chất lỏng thực có độ nhớt. Do có độ nhớt nên dã tạo ra lớp biên ở profin và lớp biên đó đã ảnh hưởng ngược lại dòng chảy vào và làm thay đổi tính chất dòng chảy xung quanh profin. Khi chảy bao profin có độ cong, lớp biên ở phía lồi của profin bao giờ cũng dày hơn lớp biên ở phía lõm, nên đã làm cho dòng chảy lệch đi một độ tương ứng. Do đó lượng xoáy vận tốc xung quanh profin trong chất lỏng thực nhỏ hơn trong chất lỏng lý tưởng. Sự lệch hướng dòng chảy của chất lỏng nhớt phía sau profin so với hướng đã tính toán cho chất lỏng lý tưởng. Khi đó ta có : Kr = = 0,86 ¸ 0,93 (2-73) Trong đó : Kr : Hệ số xoáy vận tốc khi chảy bao bằng chất lỏng lý tưởng được thay bằng chất lỏng thực Kr » 0,9 : Lượng xoáy vận tốc thực cần thiết : Lượng xoáy vận tốc lý tưởng = 1,1 (2-74) 2.3. ĐƯỜNG ĐẶC tính, tỔN thẤT và hiỆu sUẤT CỦA bơm HƯỚNG TRỤC. 2.3.1. Đường đặc tính bơm. 2.3.1.1.Đường đặc tính công tác. Đường đặc tính công tác là tổ hợp sự liên hệ của cột nước và hiệu suất vào lưu lượng thông qua các kết quả thí nghiệm bơm được biểu thị dưới dạng đồ thị (Hình 2-18). Nếu thí nghiệm được tiến hành với các góc quay khác nhau của cánh bánh công tác thì kết quả được đưa vào 1 đồ thị chung và nó chính là đồ thị tổng hợp tát cả các đường đặc tính công tác của các bơm hướng trục, chỉ khác nhau ở góc quay các cánh của bánh công tác : j. Thông thường góc j = 0 được xem như là vị trí tính toán của cánh trên bản vẽ, khi đó thì giá trị góc j dương tương ứng với giảm góc đặt cánh. Hình 2.18. Đường dặc tính công tác của bơm hướng trục. 2.3.1.2. Đường đặc tính tổng hợp. Hình 2.19. Đường đặc tính tổng hợp của bơm hướng trục. Đường đặc tính tổng hợp là đồ thị biểu diển mối quan hệ giữa H, h với Q khi n = const và với các giá trị n khác nhau được suy ra từ đồ thị đặc tính khi n = const cho những số vòng quay khác nhau. Bằng cách mang các đường đặc tính ấy cho vào một đồ thị chung và đánh dấu trên đó các điểm có giá trị hiệu suất bằng nhau rồi nối chúng thành các đường cong liên tục thì ta sẽ được đường đặc tính tổng hợp.( hình 2.19) 2.3.1.3. Đường đặc tính không thứ nguyên. Thực tế mỗi bơm sẽ có một đường đặc tính, đường đặc tính đó có thể nhận được bằng cách biến đổi tương đương từ đường đặc tính mẩu của bơm mô hình thông qua các công thức của luật tương tự. Dựa theo luật tương tự, đối với bơm hướng trục ta dùng hệ số cột nước và hệ số lưu lượng (KH và KQ), ta có : KH = (2-75) KQ= (2-76) Trong đó : n : Số vòng quay bánh công tác trong 1 giây D : Đường kính ngoài bánh công tác Thực tế để có giá trị không thứ nguyên cần đưa vào công thức (2-75) 1 lượng: K’H = (2-77) Ta có đặc tính tổng hợp qui dẩn được tính từ hình 2-19 như sau ( hình 2.20 ). Hình 2.20. Đường đặc tính không thứ nguyên. 2.3.2. Tổn thất, hiệu suất của bơm. Ở bơm hướng trục có thể xem tổn thất thuỷ lực htl là : htl = hd + hbct + hhd + hđ (2-78) Trong đó : hd : tổn thất trong ống dẩn hbct : tổn thất ở vùng bánh công tác hhd : tổn thất ở bộ phận hướng dòng hđ : tổn thất trên đường ống đẩy Hiệu suất thuỷ lực htl : htl = 1 - htl = hhc. hdđ (2-79) Trong đó : hhc : hiệu suất của hệ thống cánh hdđ : hiệu suất của ống dẩn và ống đẩy Tổn thất thuỷ lực trong bánh công tác gồm có tổn thất profin (do độ nhớt của chất lỏng chảy bao cánh) và tổn thất không profin (do kích thước cánh có hạn dọc theo bán kính và do có độ hở hướng tâm giữa các cánh và buồng bánh xe). Tổn thất profin ở tiết diện trụ của cánh : = (2-80) Trong đó: αbx- Chất lượng ngược của profin lưới cơ bản. Để đơn giản ta xem tổn thất thuỷ lực tương tự như tổn thất profin, khi đó ta đưa thêm vào khái niệm về giá trị trung bình của chất lượng ngược bánh công tác:, tổn thất trong vùng bánh công tác chủ yếu là ở khu vực chu vi các bánh công tác. Vì thế, để tính hbx ta tính tại tiết diện có bán kính r = và thay = hbx = (2-81) Trong ống dẩn và ống đẩy tổn thất năng lượng được tính : hd + hđ = = zd.cd2 + zđ.cđ2 ) (2-82) trong đó: cd và cđ là hệ số chuyển giá trị của hệ số tổn thất cục bộ z đến tiết diện được chọn mà vận tốc tại tiết diện đó bằng c2 Phương trình (2-80) được biến đổi thành: = (2-83) Từ đồ vận tốc đối với bánh công tác theo hình, ta có: tgα¥bx = (2-84) Tương tự đối với bộ phận hướng dòng: tgα¥hd = (2-85) Từ phương trình làm việc của bơm: Hl = (2-86) khi c1u = 0 ta có: c2u = (2-87) Thay các đại lượng cột nước và lưu lượng bằng hệ số tương ứng theo các công thức trên vào (2-83) ta có: = (2-88) = (2-89) trong đó: ρ : là hệ số phản lực ρ = 1 - (2-90) Ta có: KQ2 = = Þ H = Þ = c2 = xem S = Þ c22 = Từ đó suy ra: = (zd.cd2 + zđ.cđ2 ). .. = (zd.cd2 + zđ.cđ2 ). (2-91) Hiệu suất thuỷ lực của bơm: ηtl = 1 - = 1 - ( + +) (2-92) 2.4. Cơ cấu điều chỉnh quay cánh bánh công tác. Bộ phận quay cách gồm trục cánh 2 quay trong ổ trục 7, trục 2 gắn liền với tay quay 3, tay quay 3 được liên kết với cần điều khiển 5 bằng bản lề xoay 4. Khi cần điều khiển 5 chuyển động lên xuống làm cho tay quay 3 quay đẫn đến trục cánh 2 quay để thay đổi góc độ bố trí của cánh đối với bầu. Bánh công tác như vậy gọi là bánh công tác có cánh dẫn điều chỉnh được Hình 2.21. Cơ cấu điều chỉnh góc quay bánh công tác. 1 : cánh, 2 : trục cánh, 3 : tay quay, 4 : bản lề xoay 5 :cần điều khiển, 6 : bầu cánh. Nhiệm vụ của cơ cấu quay cánh bánh công tác là làm cho các cánh quay được nên thích ứng với các chế độ làm việc của bơm khi phụ tải và cột nước thay đổi, để nâng cao hiệu suất của bơm. Bơm hướng trục có bánh công tác với cánh quay cho phép thay đổi góc đặt của cánh để điều chỉnh lưu lượng và cột áp máy bơm trong phạm vi rộng với hiệu suất cao. 3. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN, TÍNH TOÁN BÁNH CÔNG TÁC CỦA BƠM 3.1. tÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN. Ta có: Q= 800 ÷ 1900 (l/s) = 0,8 ÷ 1,9 (m3/s) H = 3 ÷ 7 (m) Chọn thông số thiết kế: H = 4 (m) Q = 1,4 (m3/s). 3.1.1. Công suất thủy lực Ntl của bơm. Ntl được tính theo công thức: Ntl = (W) (3-2) = = 54,936.103 (W) = 54,936 (KW) 3.1.2. Công suất trên trục Ntr của bơm. Do có tổn thất nên Ntr được tính: Ntr = (KW) trong đó ηb: hiệu suất bơm, chọn ηb = 0,85 Suy ra: Ntr = = 64,63 (KW). Hình 3.1. Quan hệ giữa ns và ηb. 3.1.3. Chọn động cơ điện. Bảng I.1: Hệ số an toàn động cơ (k): C. Suất trục bơm (KW) < 2 2 - 5 5 - 10 10 - 50 50 - 100 >100 Với động cơ điện k 1,8 1,5 - 1,25 1,25 -1,15 1,15 - 1,10 1,10 - 1,05 1,05 Với máy nổ k 1,8 1,3 1,20 -1,15 1,15 -1,12 1,12 -1,10 1,10 Ta có công suất trên trục bơm là: 64,63 (KW). Động cơ điện được chọn nối trực tiếp với bơm qua khớp nối. Suy ra : công suất động cơ kéo bơm: Nđc = với k là hệ số an toàn k = 1,10 ¸1,05 (Theo bảng I.1). k xác định theo độ lớn công suất của bơm, bơm càng nhỏ nên chọn k càng lớn và ngược lại. Hiện nay chưa có quy phạm quy định hệ số k vì thế có thể tuỳ chọn theo thực tế theo (bảng I.1). Chọn k =1,1. Suy ra: Nđc = 1,1.64,63 = 71,093 (KW) Công suất động cơ kéo bơm cần lớn hơn công suất trên trục để phòng trường hợp quá tải bất thường. Vậy chọn động cơ AOΠ2-92-6 có các thông số sau: Nđc = 75 (KW) n = 980 (vg/ph) η = 92,5% Hình 3.2. Động cơ điện AOP2-92-6. 3.1.4. Tính số vòng quay đặc trưng của bơm. Số vòng quay đặc trưng ns được tính theo [2]: ns = 3,65. (v/ph) (3-1) =3,65= 666,55 (vg/ph). Số vòng quay đặc trưng phù hợp với bơm hướng trục. Hình 3.3. Sơ đồ lắp động cơ vào bơm. Hình 3.4. Quan hệ giữa KH và ns. 3.2.Tính các kích THƯỚC CƠ BẢN. 3.2.1. Vận tốc hướng trục tại cửa vào ca Được xác định theo công thức gần đúng: ca = æ (3-3) Trong đó: hệ số vận tốc æ được xác định ở hình 3.1: æ = 0,44 ca= 0,44 = 3,89 (m/s) 3.2.2. Tỉ số bầu d. Là tỉ số giữa đường kính của bầu gắn bánh công tác và đường kính bánh công tác. Theo đồ thị (hình 3.5) ta chọn d = 0,52 với ns = 666,55 v/ph và KH = 0,142 (hình 3.4). Hình 3.5. Quan hệ giữa KH và d. Ta có: = 0,52 (3-4) 3.2.3. Lưu lượng tính toán. Trong quá trình làm việc có một lượng chất lỏng bị tổn thất do có rò rỉ qua khe hở giữa cánh bánh công tác và thành buồng làm việc trở về buồng hút. Nên khi tính toán ta lấy lưu lượng tính toán lớn hơn lưu lượng thực tế của bơm. Qtt = k.Q (3-5) Chọn k = 1,1 suy ra Qtt = 1,1.1,4 = 1,54 (m3/s) 3.2.4. Tính đường kính buồng công tác, đường kính ngoài bánh công tác, đường kính bầu. Diện tích mặt cắt trước buồng làm việc được xác định: S = (m2) (3-6) Mặt khác: S = (3-7) = = 0,3768D2 Suy ra: D = = = = 1,025 (m) Hình 3.6. Sơ đồ tính toán đường kính buồng công tác của bơm. Đường kính buồng làm việc lấy lớn hơn D khoảng 3mm : Dblv = 1,025 + 0,003 = 1,028 (m) Đường kính bầu gắn bánh công tác Db: Db = d.D = 0,52.1,028 = 0,534 (m) 3.3. Tính toán THỦY LỰC. 3.3.1. Kích thước đường dòng. Ta khảo sát hình dạng cách ở tại đường dòng trung bình của cánh, đường dòng này đồng tâm với trục bánh công tác. Dtb = = = 0,7795 (m) 3.3.2. Vận tốc vòng. Vận tốc vòng u được xác định như sau: ui = (m/s) (3-8) Khi đó: utb = = = 39,978 (m/s) 3.3.3. Tính thành phần vòng của vận tốc tuyệt đối c2u tại cửa ra của các đường dòng. c2ui được xác định theo công thức Ơle: c2ui = (3-9) ηtl- hiệu suất thủy lực, chọn theo kinh nghiệm ηtl = 0,9: u2 = u1 = u Khi đó: c2u = = = 1,09 (m/s) 3.3.4. Tính góc β¥ Đối với bơm hướng trục vận tốc hướng trục cm không đổi từ cửa vào đến cửa ra: c1a = c2a = ca. Dựng tam giác vận tốc tại cửa vào và cửa ra - hình 3.4Từ hình 3.4 ta thấy: tgβ¥i = (3-10) Tại đường dòng trung bình của cánh : tgβ¥ = = = 0,09864 Þ β¥ = 5,64 = 5o38’ Hình 3.7. Tam giác vận tốc. 3.3.5. Tính góc vào β1 của các dòng chảy tại các đường dòng. Từ hình 3.7 ta thấy: tgβ1i = (3-11) Tại đường dòng trung bình của cánh: tgβ1 = = = 0,0973 Þ β1 = 5,56 = 5o33’ 3.3.6. Tính góc ra của dòng chảy β2 tại các đường dòng. Từ hình 3.7 ta thấy: tgβ2 i = (3-12) Tại đường dòng trung bình của cánh: tgβ2 = = = 0,1 Þ β2 = 5,71 = 5o42’ 3.3.7. Tính vận tốc tương đối w¥ Từ hình 3.7 ta thấy: w¥ i = (3-13) Tại đường dòng trung bình của cánh: w¥ = = = 39,58 (m/s) 3.3.8. Chọn số cánh bánh công tác Z. Số lượng bánh công tác phụ thuộc vào ns. Theo [2] ta có bảng 1 sau: Từ bảng 1 ta chọn Z = 4 vì ns = 666,55 (v/ph) 3.3.9. Bước lưới và chiều dài của cánh. Bước lưới t được xác định theo công thức: ti = (3-14) Tại đường dòng trung bình của cánh: t = = = 0,6119 (m) Chiều dài cánh phụ thuộc vào ns, D, Z. Theo [2] ta có đồ thị hình 3.8 Từ hình 3.5 với ns = 666,55 (v/ph) Ta chọn = 3,2 Suy ra = 3,2/4 = 0,8 Tại đường dòng trung bình của cánh: L = 0,8.Dtb= 0,8.0,7795 = 0,6236 (m) Suy ra: = = 1,019 Hình 3.8. Quan hệ giữa ns và . 3.3.10. Lưới prôfin cánh, hình dạng prôfin. Hình 3.9. Hình dạng prôfin cánh. Ta dùng dạng prôfin cánh có dạng như hình 3.6. Tại tọa độ Xi có yoi, yui , tại các tọa độ x1, x2, x3... xn =L, nối chúng lại ta có biên dạng cánh của prôfin. Lực tác tụng lên prôfin như hình 3.10. Hình 3.10. Lực tác dụng lên profin lưới khi dòng chất lỏng thực chảy bao. Trong đó: Fu - Lực vòng gây ra chuy ển đ ộng quay (song song với trục lưới). Fz - Lực dọc trục tác dụng vào đường hút (vuông góc với trục lưới). YP - Lực nâng của dòng chất lỏng thực tác dụng lên cánh bánh công tác. XP - Lực cản hông của dòng chất lỏng thực. R - Lực nâng tổng hợp của dòng chất lỏng thực tác dụng lên cánh. Yp = Cy.s.ρ..L (3-17) Xp = Cx.s.ρ..L (3-18) Với: Cy, Cx - hệ số lực nâng, hệ số lực cản. L - chiều dài cánh. s - bề rộng cánh. ρ - trọng lượng riêng của dòng chất lỏng chảy bao. Góc nâng λ: λ = = (3-19) Thường tgλ có giá trị rất nhỏ khoảng 0,03 ¸ 0,06 nên ta chọn λ=2o Khi đó góc (β¥ + λ): tại đường dòng trung bình của cánh : β¥ + λ = 5,64o +2o = 7,64o = 7o38’ 3.3.11. Xác định hệ số lực nâng Cy. Hệ số lực nâng Cy được tính theo [1]: Cy = (3-20) Trong đó: φ = (3-21) Cột nước lí thuyết Hlt = = = 4,45 (m) Tại đường dòng trung bình của cánh: φ = = = 0,0407 Þ Cy = = = 0,04 3.3.12. Hệ số lực cản Cx. Tính tương tự như Cy ,tại dòng nguyên tố trung bình ta có: φ = = = 1,42177.10-3 Þ Cx = = = 1,395.10-3 Hoặc : Cx được tra theo đồ thị ở [4] hình 3.11 Dạng prôfin tại đường dòng được chọn theo [4]: Đường dòng trung bình của cánh: dạng prôfin được chọn theo 622. Hình 3.11. Quan hệ giữa Cy và Cx. 3.3.13. Xác định lại góc δ. Hình 3.12. Quan hệ giữa Cy và δ Theo đồ thị hình 3.12 với CY = 0,04 ta có: Tại dòng nguyên tố trung bình : δ = -4,2o = 4o12’ 3.3.14. Xác định lại góc nâng λ. Như ở trên λ được tính: tg λ = Suy ra:λ = actg() Tại dòng nguyên tố trung bình: λ = actg = actg = 2o 3.3.15. Tính lại góc đặc cánh βz Góc βz được tính bằng công thức: βz = β¥ + δ (3-22) Tại dòng nguyên tố trung bình : βp = 5,64o - 4,2o = 1,44o =1o26’ 3.3.16. Chiều dày tương đối của prôfin . Từ các thông số tọa độ của dạng prôfin ta vẽ được dạng prôfin ứng với dòng nguyên tố trung bình. Sau đó đo tại prôfin trung bình của cánh ta đo được giá trị ymax đo. Hình 3.13. Biên dạng prôfin của cánh Ta được ymaxđo = 49,9 mm » 50 mm. Khi đó chiều dày ymax được xác định theo [1]: ymax = (3-23) Tại dòng nguyên tố trung bình: ymax = = = 259,84 mm Chiều dày tương đối: Tại dòng nguyên tố trung bình: = = 0,4167 3.4. Tính toán đỘ BỀN bánh công tác. Khi tính toán độ bền của các bộ phận bơm hướng trục cái khó là xác định lực tác dung lên cánh bánh công tác. Giá trị các lực đó, khi thiết kế chỉ cho bánh công tác có thể đánh giá một cách gần đúng, và chỉ cho chế độ làm việc tính toán.Ở các chế độ khác không phải chế độ tính toán các lực ấy có thể xác định nhờ những thí nghiệm đặc biệt. Khi làm việc bánh công tác chịu tác dung của các lực : -Áp lực thủy động của chất lỏng - Lực khối lượng -Lực ly tâm, và trọng lượng 3.4.1. Tính mômen uốn thủy động. Mômen uốn do dòng chảy bao tác dụng lên cánh gồm có các thành phần Mu, và Mz gây nên bới các thành phần Rz và Ru của lực nâng cánh. Thành phần mômen uốn Mz xung quanh trục song song với trục quay của bánh công tác được tạo nên do tác dụng của thành phần quay của áp lực Ru, đại lượng của nó được xác định bằng : dMz = Ru ( ri - r )dri = ρ.ca Gl ( ri - r )dri (3-28) Trong đó : ri : Bán kính ở tiết diện bất kỳ mà ta tính r : Bán kính bầu hay bán kính tiết diện gốc Hình 3.14. Sơ đồ tác dụng của các thành phần mômen uốn do áp lực thủy động gây ra. Tích phân phương trình (3-28) trong giới hạn bề rộng cánh ta được giá trị Mz Mz = = (3-29) Với R= D /2 và d = Db/D Lượng xoáy vận tốc xung quanh 1 cánh l l = = = và ca = Từ đó suy ra : Mz = = = (3-30) = = 2,48 N.m Thành phần thứ 2 của mômen uốn là Mu : Mu = = (3-31) Mà = .r - (3-32) Sau khi tích phân ta được : Mu = = = (3-33) = = 283,97 N.m 3.4.2. Tính lực hướng trục. Khi làm việc, bánh công tác quay, xuất hiện lực hướng trục tác dụng lên roto của bơm, việc xác định giá trị của đại lượng này có ý nghĩa quan trọng, trên cơ sở đó ta tính toán độ bền và ổ đở chặn đứng. Theo [2] đại lượng thành phần hướng trục của áp lực thủy động trên cánh khi lấy cho 1 tiết diện nguyên tố : dFz = (3-34) và trên toàn bộ bánh công tác: Fz = Z. (3-35) Với với Hl = Z. Suy ra : Fz = (3-36) Tích phân phương trình trên khi giả thiết rằng Hl phân bố đều dọc theo bề rộng cánh. Fzc = = = (3-37) Thành phần lực hướng trục tác dụng lên bầu : Fzb = (3-38) Với rtr : Bán kính trục tại nơi trục xuyên qua đệm chống thấm ở ngoài vỏ của bầu. Thông thường r >> ttr nên có thể bỏ qua r2tr. Khi đó : Fzb (3-39) Vậy giá trị lực hướng trục toàn phần : Fz = Pzc + Pzb (3-40) = = = 8768,8 N Ngoài các lực này còn có các lực ly tâm, do các phần không cân bằng gây ra song bánh công tác được thết kế sẽ có trọng tâm của tất cả các tiết diện cùng nằm trên đường thẳng hướng tâm hay gần như là đường thẳng. Điều đó bảo đảm hoặc không có hay có một lượng nhỏ lực ly tâm gây nên ứng suất kéo phụ. Tuy nhiên trong trường hợp này ta có thể bỏ qua. 3.4.3. Kiểm tra bền cánh. Trong quá trình làm việc mômen uốn tác dụng lên cánh làm xuất hiện ứng suất uốn lớn nhất tại a, b và c của tiết diện gốc của bánh công tác, trong đó ứng suất tại các điểm b, c là ứng suất kéo và ứng suất nén tại a. Để biết được chúng, cần phải biết đại lượng momen uốn so với các trục quán tính chính của prôfin ở sát bầu: Sơ bộ lấy hướng các trục quán tính chính trùng với dây cung của prôfin và vuông góc với nó (hình 3.14). Mômen quán tính của tiết diện gốc của cánh so với trục trung hòa nằm song song với trục quán tính chính là X. Wx = Trong đó : y là khoảng cách từ phân tố diện tích dx.dy tới trục x. Wx = (3-41) = =.x - .x Các giá trị ymax, L, y0 được đo từ tiết diện trung bình của cánh: Wx = - = ( =2489.104 (mm3) Mômen uốn xung quanh trục tại tiết diện gốc: Mx = - (Mucos (3-42) = - (283,97cos1,44 + 2,48sin1,44) = - 248,80 N.m My= - (Mzcos (3-43) = - 2,48cos1,44 – 283,97sin1,44 = - 9,6154 N.m Ứng suất kéo lớn nhất ở b và c là : (3-47) = = 9,99582.10-6 (N/mm2) Điều kiện bền của cánh là : 3.5. Tính các chi TIẾT liên quan. 3.5.1. Tính toán trục bánh công tác. Trục bơm truyền mômen xoắn từ động cơ sang bánh công tác. Mômen xoắn được tính : Mx = 9,55.106 [N.mm] (3-45) Mx = 9,55.106 = 730,867.103 [N.mm] Trong đó : Nb : Công suất trên trục bơm n : Số vòng quay của trục trong 1 phút Dưới tác dụng của mômen xoắn Mx, trong trục xuất hiện ứng suất xoắn x x = (3-46) Với W0 - mômen cản xoắn của trục (mm3), W0 = 0,2(d3-d) (3-47) Trục rỗng:d - là đường kính ngoài của trục (mm) do - là đường kính trong của trục (mm) Theo điều kiện bền : x = 13 (N/mm2) Từ (3-45), (3-46), (3-7), ta có : d3-d (3-48) d3-d 281102,8 mm chọn d = 160 mm do =72 mm. Kiểm tra: d3-d = 1603 - 723 = 3722752 mm, thoả mãn Trục ghép với bầu bằng mối ghép ren (bulông). Chọn trục điều khiển cánh: d’= 60 mm *Ta cần kiểm nghiệm bền trục: Mômen cản xoắn của trục tại bề mặt lắp ghép với bầu : W0 = (3-49) Suy ra: W0 = = 730,590.103 (mm3) x = (3-50) = = 1000,38.10-3 (N/mm2) Suy ra : x < = 13 (N/mm2) Vậy d = 160 mm, do=72 thỏa mãn điều kiện bền. Khi làm việc trục có thể hỏng do mỏi, nên ta cần kiểm tra hệ số an toàn về mỏi (chỉ xét riêng ứng suất xoắn) Vì trục chỉ chịu ứng suất xoắn do đó. Theo [3]: n = n = (3-51) Trong đó : : Ứng suất mỏi xoắn giới hạn = (0,2¸0,3)sch. Chọn trục có phôi thép có giới hạn bền sch = 200 MN/m2 = 0,2.200 = 40 (MN/m2) = 40 (N/mm2) :Biên độ ứng suất xoắn trong tiết diện trục. :Trị số trung bình của ứng suất xoắn. = = = = 0,8265 (N/mm2) k:Hệ số tập trung ứng suất khi xoắn, k = 1,7 : Hệ số tính đến tăng bề mặt trục, không tăng bền = 1 : Hệ số ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến độ bền mỏi. =0,62 : Hệ số ảnh hưởng của ứng suất tập trung đến độ bền mỏi. = 0,05 Suy ra : n = = 17,4 n = 17,4 > [n] = 1,5 ¸2,5. Vậy trục đủ bền Hình 3.15. Trục bơm. * Sơ đồ lực, ứng suất và momen tác dụng lên trục: Trọng lượng của trục bơm. Trục bơm rỗng và có tiết diện tròn, khi xác định trọng lượng của trục có thể bỏ qua trọng lượng các phần khác nằm trên trục bơm và các phần cùng quay với nó. Gtr= (3-52) Trong đó: r: khối lượng riêng của vật liệu chế tạo trục, r=78.103(N/m3) L: Chiều dài toàn bộ của trục, chọn L = 5,5(m) L = Z1 + Z2 Z1: là chiều dài của trục tại mạt cắt 1-1, chọn Z1 = 4,2 (m) Z2: là chiều dài của trục tại mặt cắt 2-2, chọn Z2 = 1,3 (m) Gtr = 78.103 = 6875,4 (N) Trọng lượng của trục tại mặt cắt 1-1 (hình 2.11): G1 = = = 5250,3 (N) Trọng lượng của trục tại mặt cắt 2-2 (hình 2.12): G2 = = = 1625,1 (N) Trọng lượng của bánh xe công tác, để xác định trọng lượng bánh công tác thực tế không có công thức tính toán cụ thể và cũng khá phức tạp nên được tính gần đúng có tính chất sơ bộ như sau: Gb = k.D (3-53) Trong đó: Gb: trọng lượng của bánh công tác. k: hệ số thống kê, chọn k = 0,4 D: đường kính bánh xe công tác. Suy ra: Gb= 0,4.1,0253 = 0,43076 (T) = 4307,6 (N) Hình 3.15a. Sơ đồ lực tác dụng lên trục * Sơ đồ tính toán trục: Bơm trục đứng, tình trạng chịu lực của trục có khác với bơm trục ngang. Trong điều kiện làm việc của bơm trục đứng, trục chịu momen xoắn từ động cơ truyền sang bánh công tác chịu kéo hay nén do trọng lượng bản thân và trọng lượng các chi tiết lắp trên trục và lực dọc trục do tác dụng của dòng chất lỏng qua cánh. Do tình trạng chịu lực phức tạp như vậy nên để đơn giãn cho việc tính toán ta bỏ qua ảnh hưởng của lực quán tính các chi tiết quay gây ra uốn. Xét mặt cắt 1-1 có các lực tác dụng như hình 3.15b: Hình 3.15b. Sơ đồ lực tác dụng lên trụ mặt cắt 1-1. Ta có: Gb = 4307,6 (N) Fz = 8768,8 (N) G1 = 5250,3 (N) Mx = 730,867 (N.m) Ta có phương trình cân bằng: N1 = Gb + G1 - Fz = 4307,6 + 5250,3 – 8768,8 = 789,1 (N) Vậy trục tại mặt cắt 1-1 chịu kéo. Ứng suất sinh ra: = 49237 (N/m2) Xét mặt cắt 2-2 có các lực tác dụng như hình 3.13: Ta có: N2 = -G2 = -1625,1 (N). Trục chịu nén = -101400,4 (N/m2) Hình 3.15c.Sơ đồ lực tác dụng lên trục mặt cắt 2-2. Ta có biểu đồ lực, ứng suất và momen xoắn như sau: Hình 3.16. Biểu đồ lực, ứng suất và momen xoắn. 3.5.2. Tính toán cơ cấu quay cánh. Cơ cấu quay cánh ta thiết kế thuộc loại bộ truyền bánh răng – thanh răng. Khi quay bánh răng thì trục ( thanh răng) sẽ chuyển động tịnh tiến và thông qua các đòn quay nó sẽ làm quay cánh của bánh công tác nhằm mục đích tăng thêm lưu lượng cho bơm. Theo tài liệu [3], ta có đường kính vòng chia của bánh răng được xác định theo công thức: (3-54) Trong đó: m- là môđun ăn khớp giữa bánh răng và thanh răng. Chọn m = 8mm (theo [3]) Z1- là số răng của bánh răng, chọn Z1 = 15. b- là góc nghiêng của răng trên hình trụ chia, đối với răng thẳng b = 0. (cosb = 1). Thay các giá trị vào (3-54): dc = = 120 mm. Đường kính vòng đỉnh răng: De = dc + 2m = 120 + 2.8 = 136 mm. Đường kính vòng chân răng: Di = dc – 2,5m = 120 – 2,5.8 = 100 mm. Bước răng trên thanh răng được xác định: t = p.m = 3,14.8 = 25,12 mm. Chiều dài thanh răng chọn l = 910 mm Suy ra số răng của thanh răng: Z2 = = = 36,23, chọn Z2 = 37 Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng - thanh răng là khôn đổi và được xác định bằng công thức: i = (3-55) Rc = = 60mm là bán kính vòng chia của bánh răng j : góc quay của bánh răng ( j = 360o tức là 1 vòng nên cosj = 1) Vậy i = = 15 Hình 3.17. Cơ cấu quay cánh. 3.5.3. Tính bền bulông. Thông thường người ta dung cách tính gần đúng, coi hợp lực ma sát do mỗi bulông được xiết chặt gây nên, đi qua tâm của mỗi bulông. Để chống xoay mối ghép thì mômen các lực ma sát đối với trọng tâm mối ghép phải lớn hơn mômen ngoại lực Mx. Bulông lắp vào lỗ ren, thân bulông được gia công ren, kích thước đường kính khá chính xác đảm bảo lắp không có khe hở với lỗ, thân bulông được tính theo ứng suất cắt. Ta có lực xiết cần thiết đối với 1 bulông: V (3-56) Trong đó: k: hệ số an toàn, k = 1,3 1,5, chọn k = 1,5 Mx: momen xoắn của trục tác dụng lên bulông. z: số bulông lắp ghép, chọn Z = 4. f: hệ số ma sát, đối với các tấm thép f = 0,15 0,20 Chọn f = 0,15 Do: đường kính vòng tròn qua tâm các bulông, chọn D = 294 mm Suy ra: V = 12429,71 (N) Hình 3.18. Sơ đồ tính bulông ghép trục với bầu. Điều kiện về cắt: tc = (3-57) db: đường kính thân bulông. i: số bề mặt chịu cắt của thân bulông, i = 1 [tc] = (0,2¸0,3)sch: ứng suất cho phép đối với bulông. Chọn bulông có phôi thép là CT3 có giới hạn bền sch = 200 N/mm2 [tc] = 0,2.200 = 40 (N/mm2) Từ (3-57) suy ra đường kính thân bulông được xác định: db = = 19,89 mm Chọn db = 20 mm Kiểm tra lại, từ (3-55) ta có: t = == 39,58 (N/mm2) Vậy:t =39,58 (N/mm2) < [t] = 40 (N/mm2), bulông đủ bền 3.5.4. Tính chọn ổ lăn. Khi bánh công tác làm việc lực hướng trục do dòng chất lỏng tác dụng có hướng ngược lên phía trên theo chiều trục, còn lực khối lượng do trọng lượng các chi tiết lắp trên trục và trục gây nên có chiều hướng xuống dưới. G = Gtr + Gbct + Gk (3-58) Gtr: Trọng lượng của trục tổng quát lấy chiều dài L = 5500 mm, trục rỗng và đường kính trục là: d = 160 mm, d0= 72 mm. Gtr= (3-59) = 78.103 = 6875,4 (N) Gk: Trọng lượng khới nối, sơ bộ lấy bằng 70 (N) Gbct:Trọng lượng bánh công tác, Gbct= 4307,6 (N) G = 6875,4+ 4307,6 + 70 = 11253 (N) Như vậy ở lăn sẽ chịu lực dọc trục là: A = 11253 (N). Để chọn ổ ta xác định hệ số khả năng làm việc: C = Q.(n.h)0,3 £ Cbảng (3-60) Q: tải trọng tương đương Q = A.Kn.Kt Kn: hệ số nhiệt độ Kn = 1 do nhiệt độ làm việc của ổ < 100oC Kt: hệ số tải trọng, Kt = 1 Q = 11253.1.1 = 11253 (N) =1125,3 (daN) n: số vòng quay của ổ n = 980v/ph h: thời gian làm phục vụ của ổ h = 2 năm = 17520 giờ C = 1125,3.(980.17520)0,3= 166608,2 Tra bảng chọn loại ổ bi chặn vì loại này chịu được lực dọc trục tốt, làm việc tốt khi đặt đứng. Kí hiệu ổ 7217, đường kính trong 85 mm, hệ số C =200000. Tuy nhiên trục của ta thiết kế d = 160 mm, nên ta chọn kiểu ổ theo mô hình. (xem hình 3.20). Bôi trơn ổ: Ổ làm việc với số vòng quay tương đối lớn, nhiệt độ làm việc cao, ta dùng dầu tua bin 30 (tức là độ nhớt động trung bình n = 30 cSt, ở 50oC) để bôi trơn vì dầu có khả năng tốt và đều trên bề mặt ổ. Khi cho dầu vào chiếm 2/3 khoảng trống vỏ hộp. Cứ ba tháng kiểm tra mức dầu và cho thêm dầu vào; sau sáu tháng ta kiểm tra và thay dầu mới. Ở đầu trục dưới, ổ ngâm trong nước nên không thể dùng ổ bằng kim loại để bôi trơn. Ở đây ta chọn ổ bằng cao su vì nó không bị ôxy hóa do nước và có thể dùng nước để bôi trơn; hơn nữa ổ có khả năng làm việc được khi trục lắp không chính xác, có tác dụng giảm chấn tốt. 3.5.5. Tính khớp nối trục. Tính mối ghép then của khớp nối. Then chi tiết máy ghép được tiêu chuẩn hóa, chọn và tính then được tiến hành như sau: chọn tiết diện then theo đường kính trục và kiểm nghiệm then theo sức bền dập và sức bền cắt. Chọn then bằng: tiết diện và rãnh then theo TCVN 194 - 64 ; Chiều dài then được chọn theo TCVN 150 – 64. Bảng 7-23 tài liệu [3]. Ta có: D - đường kính trục động cơ, D = 220 mm. Theo tài liệu [3], bảng 7 -23 ta chọn: Chiều dài then: l = 140 mm. Chiều rộng then: b = 45 mm. Chiều cao then: h = 25 mm. Chiều sâu của rãnh then: t =13 mm. Hình 3.19. Sơ đồ tính then của nối trục. Điều kiện bền về dập trên mặt cạnh làm việc của then tính theo công thức sau: sd = , N/mm2 (3-61) Trong đó: Mx- mômen xoắn cần truyền cho trục, Mx =730,867 N.m. [sd]- ứng suất dập cho phép, đối với thép C45 chịu va đập [sd] = 50 N/mm2 Từ (3-61) ta có: sd = = 3,65 N/mm2 Rõ ràng : sd =3,65 N/mm2 < [sd] = 50 N/mm2 Vậy then đủ bền theo điều kiện về dập. Điều kiện về cắt của then: tc = , N/mm2 (3-62) Trong đó : - ứng suất cắt cho phép, = 54 N/mm2 Từ (3-62) ta có: tc = = 1,0546 N/mm2 < Vậy then đủ bền điều kiện về cắt. Với d - đường kính trục bơm, d =160 mm. Theo tài liệu [3], bảng 7 -23 ta chọn: Chiều dài then: l = 125 mm. Chiều rộng then: b = 40 mm. Chiều cao then: h = 22 mm. Chiều sâu của rãnh then: t =11 mm. Điều kiện bền về dập của then: Từ (3-61) ta có: sd = = 3,37 N/mm2 Rõ ràng : sd =3,37 N/mm2 < [sd] = 50 N/mm2 Vậy then đủ bền theo điều kiện về dập. Điều kiện về cắt của then: tc = , N/mm2 Trong đó : - ứng suất cắt cho phép, = 54 N/mm2 Từ (3-62) ta có: tc = = 1,8272 N/mm2 < Vậy then đủ bền điều kiện về cắt. Tóm lại nối trục đủ bền. Hình 3.20. Kết cấu ổ lăn và nối trục. 3.5.6. Bộ phận dẫn hướng và chỉnh dòng. Bộ phận hướng dòng có hình dạng như prôfin cánh bánh công tác, được đúc liền với vỏ. Để dễ tạo hình dạng khi làm mẩu đúc, chọn tiết diện có hình dạng đối xứng. Còn số lượng cánh của bộ phận hướng dòng được chọn để loại bỏ sự dao động trùng pha của dòng chất lỏng khi chảy qua bơm. Bố trí bộ phận hướng dòng sau bánh công tác, dọc theo trục nhằm hạn chế sự ảnh hưởng tương hổ của 2 lưới do có 1 lưới chuyển động tương đối so với lưới kia, ta đặt chúng cách nhau 1 khoảng nào đó đủ để làm điều hướng vận tốc ở sau lưới đầu tiên. Theo kinh nghiệm, chiều rộng lớn nhất của khe hở hướng dọc trục là giữa bộ phận hướng dòng và bánh công tác : (0,2 ¸0,25)lbx , trong đó lbx : chiều dài dây cung của bánh công tác = 0,2.0,6236 = 0,12472 (m) 4. HƯỚNG DẪN SỬ DỤNG. 4.1.Khởi động bơm. Trước khi bật cầu dao động cơ điện phải mở hết cở van trên ống đẩy. 4.2.Vận hành bơm. Thường xuyên kiểm tra mỡ, bôi trơn ổ bi, kiểm tra nước, bôi trơn ổ đỡ, kiểm tra độ chặt của các bu lông chân đế mắy, bu lông mặt bích. Sau khi làm việc khoãng 1000 giờ cần dừng bơm để kiểm tra sữa chữa, kiểm tra về cơ khí, thủy lực, độ mài mòn, rung động, tiếng ồn. 4.2.Một số sự cố thường gặp và cách khắc phục. Hỏng hóc và sự cố nãy sinh có thể do nguyên nhân khách quan và chủ quan. Để giảm sự cố cần tuân thủ triệt để hướng dẫn quản lý vận hành, cần đào tạo công nhân kỹ thuật có trình độ và tay nghề cao. Về kỹ thuật bơm, hay xảy ra sự cố rung động, ồn, xâm thực, rò rỉ. Khi gặp các sự cố như vậy cần nghiên cứu để tìm ra nguyên nhân chính, sau đó đề ra biện pháp khắc phục. Nếu cần thì phải mời chuyên gia trong ngành hoặc chuyên gia của hãng sản xuất bơm phối hợp khắc phục. Tuyệt đối không được cố sử dụng thêm khi đã phát hiện có sự cố. Sau đây là một số sự cố thường gặp trong quá trình sử dụng, tùy theo điều kiện cụ thể mà ta có cách khắc phục khác nhau. 4.3.1. Đóng cầu dao hay phích cắm điện mà máy không chạy. Nguyên nhân: + Mất điện. + Chổi than cổ góp mòn hoặc tiếp xúc với cổ góp kém. + Cổ góp bẩn. +Chổi than bi nóng. Khắc phục: + Dùng bút điện kiểm tra điện lưới, cầu chì, tiếp xúc của phích... + Thay chổi than mới. + Vệ sinh cổ góp. + Chỉnh sửa cổ góp 4.3.2. Nước không lên khi khởi động máy bơm. Nguyên nhân: + Chiều quay của bánh công tác sai. + Tổng cột nước cần bơm vượt quá khả năng của máy bơm. + Chiều cao hút quá cao. + Lọt khí theo ống hút. + Van đáy tại lưới chắn rác bị kẹt. + Tắc lưới chắn rác. + Số vòng quay quá thấp so với đinh mức. Khắc phục: + Đổi hướng quay (đảo đầu cốt động cơ điện). + Tính toán kiểm tra lại, đổi vị trí đặt bơm, đổi ống để giảm cột nước và giảm tổn thất thủy lực. + Hạ cao trình đặt bơm xuống. + Kiểm tra chổ rò khí và xiết lại. + Tháo lưới chắn rác, chỉnh lại van đẩy. + Vệ sinh lưới chắn rác. + Kiểm tra số vòng quay, chỉnh đặc tính mạng ống hoặc tang vòng quay nguồn (động cơ). 4.3.3. Lưu lượng bơm giảm mạnh. Nguyên nhân: + Tắc ống hút, tắc lưới chắn rác, tắc khe hở bánh công tác và cánh hướng dòng. + Tạo túi khí ở ống hút, hoặc hở phía ống hút. + Vành mòn hoặc bánh công tác quá mòn, sứt me.í + Sai lệch vị trí bánh công tác và cánh hướng dòng. + Số vòng quay thấp hơn định mức. + Độ ngập ống hút chưa đủ. + Chiều cao ống hút lớn. + Tổn thất trên ống đẩy tăng. + Bể hút thiết kế không đúng kỹ thuật. Khắc phục: + Làm sạch ống hút, lưới chắn rác, làm sạch các rãnh giữa bánh công tác và cánh hướng dòng. + Kiểm tra, bịt chổ hở. + Thay vành mới, sữa hoặc thay bánh công tác. + Tăng số vòng quay. +Tăng chiều sâu ngập nước miệng ống hút. + Hạ cao trình đặt bơm. + Kiểm tra van xả, kiểm tra các vị trí có thể tắc trên ống đẩy. + Xây lại bể hút cho đúng. 4.3.4. Cột nước giảm mạnh. Nguyên nhân: + Hỏng ống đẩy. + Không khí lọt vào dòng chảy, có xoáy khí ở bể hút. Khắc phục: + Kiểm tra van xả, xử lý các hư hỏng trên ống đẩy. + Làm bè gổ ở bể hút để phá xoáy, tìm chổ rò và bịt lại. 4.3.5. Động cơ quá tải khi khởi động Nguyên nhân: + Khởi động bơm khi vẩn đóng van trên ống đẩy. + Phần quay của rôto bị kẹt. + Đĩa cân bằng bị lệch. + Tắc ống dẩn ở khu vực đĩa cân bằng, khe hở dọc trục bị kẹt. + Chèn gioăng quá chặt. + Số vòng quay vượt quá định mức. + Lệch trục động cơ và trục máy bơm. Khắc phục: + Mở van ống đẩy rồi khởi động lại. + Kiểm tra lại việc lắp rôto, chỉnh khe hở cho phù hợp. + Chỉnh lại đĩa cân bằng. + Thông ống dẫn và chỉnh lại khe hở dọc trục. + Nới lỏng chèn gioăng. + Kiểm tra và giảm số vòng quay của nguồn động lực. + Cân chỉnh lại hai trục bơm và động cơ. 4.3.6. Động cơ quá nóng. Nguyên nhân: + Hỏng quạt làm mát. + Điện áp nguồn tăng. + Điện áp nguồn quá thấp. + Hư hỏng trong máy bơm. + Hư hỏng động cơ. Khắc phục: + Tháo động cơ, kiểm tra và sửa chửa quạt. + Dừng bơm, đợi điện áp nguồn trở lại trị số định mức. + Giảm lưu lượng bơm. + Kiểm tra, sửa chửa máy bơm. + Kiểm tra, sửa chửa động cơ. 4.3.7. Bơm bị rung động mạnh. Nguyên nhân : + Lỏng bulông hãm máy bơm và động cơ vào bệ máy. + Các mối nối ống không chặt. + Lệch trục bơm với động cơ. + Rôto động cơ không cân. + Chiều cao hút lớn. + Có hiện tượng xâm thực do độ ngập nước ống hút không đủ. + Chốt hãm bánh công tác vào trục hoặc khớp nối trục lỏng. + Không khí lọt vào ống hút. + Ổ bi bị hỏng. Khắc phục: + Kiểm tra và xiết chặt bu lông hãm. + Siết chặt lại các khớp nối. + Hiệu chỉnh lại độ đồng tâm hai trục. + Tháo động cơ, cân chỉnh lại rôto. + Hạ thấp cao trình đặt máy bơm. + Tăng độ ngập của ống hút. + Siết chặt ốc và chốt hãm. + Kiểm tra, xử lý chổ hở. + Thay ổ bi mới. 4.3.8. Xâm thực bánh công tác hoặc vòng mòn. Nguyên nhân: + Bánh công tác chưa đủ độ chìm. Khắc phục: + Thay đổi chế độ làm việc của bơm, giảm lưu lượng bơm bằng cách xoay góc đặt cánh. Phục hồi, sửa chửa chỗ bị xâm thực. 4.3.9. Bơm ra ít nước ở ống đẩy. Nguyên nhân: + Độ ngập nước của ống hút chưa đạt yêu cầu. + Ống hút bị hở. + Tắc lưới chắn rác hoặc vật lạ cuốn vào cánh bánh công tác. + Cột nước hút quá cao. + Chênh lệch địa hình lớn hơn khả năng của bơm. + Số vòng quay không đạt trị số định mức. + Công suất động cơ nhỏ. Khắc phục: + Tăng chiều sâu ngập nước ống hút bằng cách tăng mực nước bể hút hoặc hạ cao trình đặt bơm. + Kiểm tra và xử lý khe hở. + Vệ sinh lưới chắn rác, kiểm tra và lấy vật lạ ra. + Hạ cao trình đặt bơm, tăng mực nước bể hút, tăng đường kính ống hút, giảm tổn thất ống hút bằng cách giảm các nút cong. + Giảm chênh lệch địa hình cần bơm (tăng mực nước bể hút, giảm mực nước bể xả). + Điều chỉnh tốc độ đông cơ và máy bơm, thay đổi thiết bị truyền động với tỷ số truyền động phù hợp, tăng tiết diện dây cáp điện từ biến thế về trạm bơm. + Thay động cơ lớn hơn. 5. KẾT LUẬN. Sau hơn ba tháng thực hiện, em đã hoàn thành đề tài tốt nghiệp:”Thiết kế bơm hướng trục cánh quay” của mình. Đề tài chủ yếu chú trọng hai vấn đề: xây dựng cơ sở lí thuyết dòng chảy trong bơm hướng trục và tính toán thủy lực của bánh công tác và cái hay của đề tài này còn thể hiện ở cơ cấu quay cánh bánh công tác của bơm nhằm tăng thêm lưu lượng cho bơm tuỳ vào mục đích sử dụng. Trong quá trình thiết kế thấy được rằng bơm hướng trục có kết cấu lớn, thuộc loại bơm cánh dẫn, bánh công tác có hình dạng phức tạp cong ba chiều trong không gian, lực dọc trục sinh ra lớn nên yêu cầu ổ bi phải có khả năng chịu được lực dọc trục lớn. Và cũng do có lưu lượng lớn và cột áp tương đối nhỏ nên bơm hướng trục được sử dụng rộng rãi trong nông nghiệp, công nghiệp nhẹ. Với khoảng thời gian không nhiều và kiến thức còn hạn chế do đó chắc chắn đề tài không tránh khỏi sai sót. Kính mong nhận được sự giúp đỡ của thầy cô để em hoàn thiện tốt hơn. Em xin chân thành cám ơn sự giúp đỡ của thầy hướng dẫn đã giúp em hoàn thành đồ án này. TÀI LIỆU THAM KHẢO [1]. Tomas. “Hydraulicke Stroje”. Nxb Praha 1972. [2]. A. A. Lômakin. “Bơm ly tâm và bơm hướng trục”. Nxb Khoa học và kỹ thật Hà Nội 1971. [3]. Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm. “Thiết kế chi tiết máy”. Nxb Giáo dục 2001. [4].Gs.Ts. Nguyễn Trọng Hiệp. “ Chi tiết máy - Tập I, II”. Nxb Giáo dục 1997. [5]. A. K. Mikhailốp... “Máy cánh dẫn” (Tiếng Nga) Nxb Mátxcơva 1977. [6]. Đinh Ngọc Ái, Đặng Huy Chi...“Thuỷ lực và máy thuỷ lực - tập II” Nxb Đại học và THCN Hà Nội 1972. [7]. Nguyễn Văn Bây. “Máy bơm và trạm bơm trong nông nghiệp” Nxb Nông nghiệp Hà nội 1999. [8]. Nguyễn Văn May. “Bơm quạt máy nén”. Nxb Khoa học và kỹ thuật Hà nội 2001. LỜI NÓI ĐẦU MỤC LỤC Trang